李潼，張華，邱金友

（1-上海理工大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，上海200093；2-福建工程學(xué)院生態(tài)環(huán)境與城市建設(shè)學(xué)院，福建福州 350118）

0 引言

隨著“蒙特利爾議定書”和“京都議定書”等國際條約的頒布，氟氯化碳（Chloro-fluoro-carbon，CFCs）和氟氯烴（Hydro-chlorofluoro-carbon，HCFCs）因其較高的臭氧消耗潛能（Ozone Depletion Potential，ODP）而逐步被淘汰[1]。同時，由于一些氫氟碳化合物（Hydro-fluoro-carbon，HFC）全球升溫潛能值相對較高，也將分階段停止使用。制冷空調(diào)行業(yè)中急需尋求適當(dāng)?shù)牡蚈DP替代制冷劑[2]。現(xiàn)階段有許多新型制冷劑被提議來替代現(xiàn)有的制冷劑，包括低GWP的氫氟碳化合物、天然制冷劑和氫氟烯烴（Hydrofluoroolefins，HFO）[3-7]。但是，很少有純制冷劑可以完全符合新一代制冷劑關(guān)于環(huán)境、熱力學(xué)和安全的要求[8]，已有的研究仍然沒有取得令人滿意的成果。

制冷劑混合物R1234ze(E)/R32由于其在空調(diào)和熱泵領(lǐng)域優(yōu)良的性能，在最近的研究中獲得了很高的關(guān)注[9]。R32潛熱高、零ODP和中等GWP，在空氣源熱泵領(lǐng)域被認(rèn)為是R410A在中長期的潛在替代品。而R1234yf和R1234ze(E)具有較低的GWP和ODP，在最近也獲得了較多的認(rèn)可[10]。

MCLINDEN等[11]指出，R1234ze(E)是目前階段最為合適的商業(yè)制冷劑候選替代候選品。HOSSEIN等[12]對換熱器內(nèi)R410A、R32、R1234ze(E)和R1234ze(E)/R32混合制冷劑的蒸發(fā)傳熱系數(shù)進行了測量，發(fā)現(xiàn)R1234ze(E)的傳熱系數(shù)較R1234ze(E)/R32、R410A和R32分別低11%、56%和83%。KONDOU等[13]測量了R1234ze(E)/R32混合制冷劑的流動沸騰傳熱系數(shù)，并建立了一種新的關(guān)聯(lián)式來預(yù)測其熱傳導(dǎo)系數(shù)。AKASAKA等[14]給出了R1234ze(E)/R32混合物的熱力學(xué)性質(zhì)模型，并且采用調(diào)優(yōu)參數(shù)，使模型更適合實驗數(shù)據(jù)。IN等[15]的研究集中在R1234ze(E)在單壓縮機熱泵的運行優(yōu)化上。KOYAMA等[16]通過R32/R1234ze(E)混合物的替代實驗表明，經(jīng)過測試的二元混合工質(zhì)在一些工況下有著更高的效率，而這種混合制冷劑是替代R410A最有希望的候選。MOTA-BABILONI等[17]在R134a壓縮機裝置中對兩種替代制冷劑(R1234yf和R1234ze(E))進行了試驗。與R134a相比，它們的制冷量和工作效率均有所下降。因此，有必要對R1234ze(E)/R32摻混后的混合工質(zhì)的實際運行性能進行進一步測試與分析。

本文考察了R1234ze(E)、L-41b在實際熱泵系統(tǒng)中的運行性能，并與常規(guī)制冷工質(zhì)R410A進行了相同工況對比，為低GWP值制冷劑R1234ze(E)及混合工質(zhì)L-41b在熱泵系統(tǒng)中的應(yīng)用提供參考和必要的數(shù)據(jù)基礎(chǔ)。

1 實驗裝置與實驗過程

1.1 實驗測試環(huán)境室

實驗測試環(huán)境室是用來提供測試機組性能時室內(nèi)空氣的溫度、濕度和空氣流動速度等所需的工況條件，使測試在穩(wěn)定環(huán)境下進行的裝置。環(huán)境室的設(shè)備包括試驗室外圍保溫結(jié)構(gòu)、空氣處理機組、溫濕度采樣裝置、空氣流量測試裝置、控制系統(tǒng)及測量數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)等。其中，空氣調(diào)節(jié)處理系統(tǒng)主要由室內(nèi)空氣處理機組、水冷壓縮冷凝機組、循環(huán)風(fēng)機、電加熱器、電加濕器及相關(guān)的控制設(shè)備組成。

環(huán)境室內(nèi)的溫度和濕度參數(shù)采用兩個PID控制器調(diào)節(jié)制冷系統(tǒng)、電加熱器和加濕器來實現(xiàn)，室內(nèi)的溫度和濕度在24 h內(nèi)的波動為±0.5 ℃和±2%。環(huán)境室所能達到的測試工況如表1所示。

表1 環(huán)境室參數(shù)控制及精度

1.2 空氣源熱泵系統(tǒng)實驗臺

圖1為設(shè)計搭建的空氣源熱泵試驗系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖。此系統(tǒng)包括2個循環(huán)回路：熱泵系統(tǒng)制冷劑循環(huán)回路和冷凝器側(cè)水循環(huán)回路。

圖1 空氣源熱泵系統(tǒng)及測點布置圖

熱泵系統(tǒng)制冷劑循環(huán)回路主要包括壓縮機、水冷冷凝器、回?zé)崞?、電子膨脹閥和翅片管式蒸發(fā)器等；冷凝器側(cè)水循環(huán)回路主要包括恒溫水箱、循環(huán)水泵和流量計等。壓縮機采用變頻三菱滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機，功率為 2,100 W；冷凝器采用水冷套管冷凝器，膨脹閥為卡樂電子膨脹閥 E2V24BSMOO；蒸發(fā)器采用定制翅片管的形式，回?zé)崞鲀啥诉B接旁通管路。

實驗臺系統(tǒng)采集的物理量包括溫度、壓力、電流和電壓等。其中熱泵系統(tǒng)各溫度測點通過 T型熱電偶測得，所有熱電偶均經(jīng)過標(biāo)定，標(biāo)定后精度達±0.1 ℃。熱泵實驗臺系統(tǒng)管路中各個壓力測點通過壓力傳感器測得，由Agilent34970A采集。熱泵系統(tǒng)運行時的電壓、電流、實時功率采用電功率儀YOKOGAWA WT230采集。電參數(shù)和各個測點溫度每30秒記錄一次，壓縮機吸排氣壓力每5秒采集一次，熱泵系統(tǒng)運行性能參數(shù)采用穩(wěn)定工況狀態(tài)下每隔10分鐘記錄3次實驗數(shù)據(jù)取平均值的形式以減小不確定度。實驗測試元件的性能參數(shù)列于表2。

表2 測試部件性能參數(shù)

1.3 實驗工況與誤差分析

參照制冷、空調(diào)和熱泵機組的測試標(biāo)準(zhǔn)，結(jié)合工質(zhì)的目標(biāo)應(yīng)用系統(tǒng)（制冷、空調(diào)或熱泵）和工況，在同一實驗裝置上和相同的外部環(huán)境工況下，對多種制冷工質(zhì)逐一進行循環(huán)性能對比測試。根據(jù)測試結(jié)果，本文對比評價了不同工質(zhì)的循環(huán)性能。保持冷凝溫度與蒸發(fā)溫度差為 30 ℃恒定不變，針對典型工況，如表3所示。

測量采用低 GWP值制冷劑 R1234ze(E)和L-41b的熱泵在多種工況下的運行性能，并將實驗結(jié)果與常規(guī)制冷劑R410A進行對比。本次實驗對于每一個工況，需要測量的參數(shù)及其測量手段如下。

1）壓力參數(shù)：壓縮機系統(tǒng)排氣壓力、蒸發(fā)器進出口壓力。其壓力值可通過壓力表直接讀出，并通過壓力傳感器將壓力信號傳送至計算機運算記錄儲存。壓力參數(shù)主要用于監(jiān)測系統(tǒng)的運行狀態(tài)。

2）溫度參數(shù)：壓縮機系統(tǒng)排氣溫度、冷凝器進出口溫度、電子膨脹閥的進口溫度、蒸發(fā)器出口溫度、冷凝器載熱流體進出口溫度。溫度采用T型熱電偶測量，并由Agilent34970A采集；制冷劑循環(huán)回路溫度測點用于反映系統(tǒng)工況和運行狀態(tài)，載熱流體的進出口溫度用于計算系統(tǒng)制熱量和運行性能。

3）流量參數(shù)：載熱流體回路循環(huán)流量由智能渦輪流量計測量，用于計算系統(tǒng)制熱量和運行性能。

4）壓縮機輸入功率：由功率儀表測量，用于計算系統(tǒng)運行性能。

表3 典型工況

本文中循環(huán)性能系數(shù)（Coefficient of Performance，COP）的計算公式為：

式中：

Qh——單位時間內(nèi)的系統(tǒng)名義制熱量，kW；

W——單位時間內(nèi)系統(tǒng)所消耗的功，kW。

誤差分析：溫度測量采用CHINO type T熱電偶，通過多次測量驗證其測量誤差為 0.1 ℃；流量測量采用了渦輪流量計LWGY-G，經(jīng)過多次測量及檢驗，其測量誤差為0.8%；電功率的測量通過功率表讀取，并且經(jīng)過電表的驗證，其測量誤差為0.2%；雖然本次實驗臺的所有部件及管道均做了保溫處理，但是熱量計算時必須考慮系統(tǒng)的漏熱，根據(jù)相關(guān)資料估算漏熱量為5.0%。

2 循環(huán)性能實驗結(jié)果及討論

2.1 循環(huán)性能系數(shù)COP的對比

由圖2可見，3種工質(zhì)在工況D1時具有較高的COP值，R410A、R1234ze(E)和 L-41b的COP值分別達到了3.89、3.00和3.66；隨循環(huán)溫度的升高，當(dāng)在工況 D2的工況下運行時，R410A與R1234ze(E)和L-41b的COP值偏差分別為25.9%和4.8%；隨循環(huán)溫度區(qū)間的繼續(xù)升高，當(dāng)系統(tǒng)運行在工況D3的工況下時，R410A的COP值較R1234ze(E)大23.9%，但此工況L-41b的COP與R410A非常接近，偏差為0.89%。以上COP值隨溫升區(qū)間的變化表明：在低溫區(qū)R410A具有較優(yōu)的COP值，而在相對較高溫度區(qū)間時L-41b具有較優(yōu)的COP值，在較高溫度區(qū)間，L-41b替代R410A具有較好的替代性能。

圖2 COP隨工況變化

2.2 壓縮機功耗和制熱量的對比

圖3 分別給出了新工質(zhì)R1234ze(E)、混合工質(zhì)L-41b和R410A這3種工質(zhì)在3種工況下運行時的制熱量和壓縮機功率。由圖可知，隨循環(huán)溫度區(qū)間的升高，從工況D1到工況D3，R410A、R1234ze(E)和L-41b這3者工質(zhì)的循環(huán)壓縮機功率逐漸提高，制熱量也呈上升的趨勢。從工況 D1到工況 D3，R410A壓縮機功率的增加幅度要明顯大于R1234ze(E)和 L-41b。R410A、R1234ze(E)和 L-41b的壓縮機功率從工況 D1到工況 D3分別增大了45.7%、36.6%和26.0%。工況D3的條件下，R410A的壓縮機功率為1690 W，而L-41b的壓縮機功率為1352 W，前者約為后者的1.25倍，該因素也直接影響了工質(zhì)的COP。

2.3 壓縮機排氣溫度的對比

圖4給出了R410A、R1234ze(E)和L-41b在3種工況下運行時的壓縮機排氣溫度。由圖可見，排氣溫度隨循環(huán)溫度區(qū)間的升高， 3種工質(zhì)的壓縮機排氣溫度均有較大幅度的提高。但是排氣溫度的升高幅度不同，R410A、R1234ze(E)和 L-41b的排氣溫度分別從 34.6 ℃、29.6 ℃和 34.9 ℃提升到70.2 ℃、51.7 ℃和 55.9 ℃，提升的幅度分別為102.9%，74.7%和 71.6%，表明隨循環(huán)溫區(qū)的提高R410A的排氣溫度提升幅度明顯大于L-41b。從排氣溫度的角度也可以說明在較高溫區(qū)工況運行時，L-41b的運行性能優(yōu)于R410A。

圖3 制熱量隨工況變化

圖4 壓縮機排氣溫度隨工況變化

2.4 循環(huán)壓比的對比

在循環(huán)溫升相同的情況下，控制蒸發(fā)溫度和冷凝溫度，考察制冷劑在不同溫區(qū)運行時的循環(huán)性能。實驗測試數(shù)據(jù)見表4所示。表中Pr為壓縮機排氣壓力與吸氣壓力的比值，其對壓縮機的運行效率有較大的影響。表中可以看出在D1實驗工況下，R410A的循環(huán)壓比較 R1234ze(E)和 L-41b分別小7.6%和9.7%，但隨工況的變化，循環(huán)整體溫升的提高，D3實驗工況下，R410A的循環(huán)壓比與 L-41b較為接近，兩者的偏差僅為0.59%左右。從3種工況的壓比比較發(fā)現(xiàn)，在較低溫區(qū)工況D1條件下，L-41b的壓比要明顯大于R410A，而在較高溫度區(qū)工況D3條件下，兩者的壓比非常接近，表明在工況D3溫度區(qū)間L-41b替代R410A要優(yōu)于工況D1溫度區(qū)間。

表4 典型工況測試結(jié)果

3 結(jié)論

本文通過實驗研究分析對比了低GWP值工質(zhì)R1234ze(E)和混合工質(zhì) L-41b（R1234ze(E)/R32，質(zhì)量配比為 27%/73%）在實際熱泵系統(tǒng)中的運行性能，得到了以下結(jié)論：

1）在相同溫升（即冷凝和蒸發(fā)溫度差相同）的工況下，純工質(zhì)R1234ze(E)的運行性能COP值均低于R410A，平均偏差為26.4%；

2）在較低溫度區(qū)運行，混合工質(zhì)L-41b的COP值略低于R410A，其偏差為6.8%；

3）在相對較高溫度區(qū)運行時，混合工質(zhì)L-41b的COP值與R410A相當(dāng)，偏差為0.89%，表明在相對高溫區(qū)，L-41b對R410A具有較好的替代性能。

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